Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовой работе

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

на тему: «Расчёт и проектирование привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором»

Студент	Иванов Иван Иванович
	(имя, отчество, фамилия)
Группа	ВМ-336
Руководитель проекта		доцент А. В. Синьков
	(подпись и дата подписания)	(долж., инициалы и фамилия)

Члены комиссии:

	А. В. Синьков
(подпись, дата подписания)	(инициалы и фамилия)

(подпись, дата подписания)	(инициалы и фамилия)

(подпись, дата подписания)	(инициалы и фамилия)
Нормоконтролер
	(подпись, дата подписания)	(инициалы и фамилия)

Волжский, 2017 г.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ВОЛЖСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ (ФИЛИАЛ)

ФЕДЕРАЛЬНОГО ГОСУДАРСТВЕННОГО БЮДЖЕТНОГО

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ

ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ВОЛГОГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет «Автомеханический»

Направление: 15.03.05 " Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств"

Кафедра: «Механика»

Дисциплина: Детали машин и основы конструирования

	Утверждаю: Зав. кафедрой «Механика»
	__________________ В. Н. Тышкевич ^{(подпись) (инициалы, фамилия)}
	«_____» ______________ 2017 г.

Задание

На курсовую работу

Студент	Иванов Иван Иванович
	(имя, отчество, фамилия)
Группа	ВМ-336
Руководитель работы	15.02.2017 г.	доцент, А. В. Синьков
	(подпись и дата подписания)	(долж., инициалы и фамилия)

1. Тема: «Расчёт и проектирование привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором».

Исходные данные: Вариант № 1; ресурс работы привода L_h = 5000 часов; частота вращения ведомого вала привода n₃ = 25, мин^-1; мощность на ведомом валу привода Р₃ = 3, 0, кВт.

Утверждено приказом от ___.___.2017 г. № ________.

2. Срок представления проекта (работы) к защите10.06. 2017 г.

3. Содержание расчетно-пояснительной записки: Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчёт цепной и зубчатой передачи. Проектный расчет валов. Конструирование зубчатого колеса. Конструирование корпусных деталей. Подбор и проверка шпонок. Проверка подшипников. Уточнённый расчет валов на выносливость. Выбор сорта масла и определение его объёма. Подбор муфты и проверка её работоспособности.

4. Перечень графического материала: сборочный чертёж редуктора – 1 лист формата А1; монтажный чертеж привода – 1 лист формата А1; рабочий чертёж звездочки – 1 лист формата А3; рабочий чертёж колеса зубчатого – 1 лист формата А3; рабочий чертёж ведомого вала – 1 лист формата А3; рабочий чертёж крышки подшипника - 1 лист формата А3.

5. Дата выдачи задания15.02.2017 г.

Руководитель проекта	15.02.2017 г.	доцент Синьков А. В.
	(подпись, дата)	(долж., инициалы и фамилия)
Задание принял к исполнению	15.02.2017 г.	Иванов И. И.
	(подпись, дата)	(инициалы и фамилия)

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ. 4

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. 5

2. Расчёт цепной передачи. 8

3. Расчёт цилиндрической передачи. 13

4. Проектный расчёт валов. 19

5. Конструирование зубчатого колеса цилиндрической передачи. 24

6. Конструирование ведущей звёздочки. 26

7. Конструирование корпусных деталей редуктора. 29

8. Подбор и проверка шпонок. 29

9. Проверка подшипников. 29

10. Уточнённый расчёт валов на выносливость. 41

11. Выбор масла и расчёт его объёма. 50

12. Выбор основных посадок деталей привода. 51

13. Выбор муфты и проверка её работоспособности. 52

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.. 56

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей работы является разработка привода ленточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя, соединенного муфтой с одноступенчатым цилиндрическим редуктором, и цепной передачи, соединенной с барабаном конвейера.

Вращательное движение от электродвигателя передается редуктору упругой втулочно-пальцевой муфтой. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Цепная и зубчатая передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям. Проектный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираются по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяются на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяются на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате выполнения работы, должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода. 1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – барабан и лента конвейера.

Таблица 1.1 - Основные размеры выбранного электродвигателя

Тип двигателя	Число полюсов	D	l₂	l₁	l₃	L₁	d₁	b	H	d	h
132S

Рис. 1.2. Основные размеры электродвигателя серии 4А

Расчёт цепной передачи

2.1. Определяем шаг приводной цепи:

28, 3

2.2. Выбираем цепь:

ПР-38, 1-12700 из таблицы [8, табл. 2.1 стр. 16],

с шагом 38, 10 мм, разрушающая нагрузка для цепи 127000 Н,

диаметр валика 11, 10 мм, диаметр ролика 22, 23 мм,

ширина цепи 25, 4 мм, высота цепи h = 36, 0 мм масса 1 м цепи 5, 50 кг.

2.3. Определяем число зубьев ведущей звёздочки:

19.

Полученное число округляем до целого нечетного, принимаем:

19.

2.4. Определяем число зубьев ведомой звёздочки:

95.

2.5. Фактическое передаточное число:

5, 0.

Допускаемые напряжения

Проектный расчёт валов

Выбор материала валов

В качестве материала для изготовления валов, выбираем среднеуглеродистую сталь 45 с термообработкой «Улучшение» до твердости 235…262 НВ.

Механические характеристики стали 45:

- предел прочности;

- предел текучести;

- предел выносливости.

Таблица 4.3. Характеристики подшипников ведущего вала

Обозначение	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина B, мм	Координата фаски кольца подшипника r, мм	Динамическая грузоподъемность, С_r, кН
				2, 0	29, 1

Проверим условие возможности замены подшипника без демонтажа шпонки:

где t₂ – глубина шпоночного паза в ступице полумуфты, выбирается в зависимости от d₁ из [5, табл. 7, 1, колонка t₂, стр. 25] или [8, таблица 6.9, стр. 142].

4, 0 > 2, 8.

Условие выполняется.

Определяем диаметр участка вала под шестерню:

где r – координата фаски кольца подшипника (табл. 4.3).

36, 0 мм.

Полученный диаметр d₄ округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд R_a 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем из стандартного ряда: 36, 0 мм.

Определяем диаметр буртика по формуле:

По таблице [8, табл. 3.8, стр. 57] принимаем размер фаски посадочного диаметра шестерни: 1, 2 мм.

39, 6 мм.

Полученный диаметр d_б округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда R_a 40 ГОСТ 6636-69.

Принимаем: 40 мм.

Рис. 4.3. Ведущий вал

4.4. Определение геометрических параметров ступеней ведомого вала (проектный расчёт ведомого вала)

Определяем диаметр участка вала под ведущую звёздочку цепной передачи:

36, 8

где Т₂ - крутящий момент на ведомом валу (формула 1.9);

МПа – допускаемые напряжения на кручение.

Полученный диаметр d₁ округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд R_a 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем d₁ = 38 мм.

Находим диаметр под уплотнение крышки с отверстием:

(4.7)

где t – высота заплечика, значения t в зависимости от диаметра ступени выбираются по таблице [8, стр. 126. таблица 6.1].

Принимаем высоту заплечика 1, 7 мм.

41, 4 мм.

Принимаем d₂ из стандартного ряда для резиновой армированной манжеты [5, табл. П.1, колонка d, стр. 71, 72] или [8, таблица 6.2, стр. 128-129]:

42 мм.

В качестве уплотнения выбираем резиновую армированную манжету: Манжета 1.1-42х62-1 ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр участка вала под подшипник:

43, 0…47, 0 мм. (4.8)

Принимаем: 45 мм из стандартного ряда для внутреннего кольца подшипника [5, табл. П.3, колонка d, стр. 74-76] или [8, таблица 6.3, стр. 130-132].

В качестве опор ведомого вала, с установленным на нём прямозубым колесом, применяем шариковые радиальные однорядные подшипники., Выбираем подшипники: Подшипник 309 ГОСТ 8338-75. Характеристики подшипника указаны в табл. 4.4.

Таблица 4.4. Характеристики подшипников ведомого вала

Обозначение	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина B, мм	Координата фаски кольца подшипника r, мм	Динамическая грузоподъемность, С_r, кН
				2, 5

Проверим условие возможности замены подшипника без демонтажа шпонки:

, (4.9)

3, 5 > 3, 3.

Условие выполняется.

Определяем диаметр участка вала под зубчатое колесо:

где r – координата фаски кольца подшипника (табл. 4.4).

52, 5 мм.

Принимаем из стандартного ряда: 53 мм.

Определяем диаметр буртика по формуле:

По таблице [8, табл. 3.8, стр. 57] принимаем размер фаски посадочного диаметра зубчатого колеса: 2, 0 мм.

59 мм.

Полученный диаметр d_б округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда R_a 40 ГОСТ 6636-69.

Принимаем: 60 мм.

Рис. 4.4. Ведомый вал

Рис. 5.1. Конструкция цилиндрического колеса

Рис. 6.1. Конструкция звездочки

Подбор и проверка шпонок

Шпонка под муфту

По диаметру ведущего вала 22 мм (п. 4.3) и длине ступицы муфты 36 мм [5, табл. 11.2, колонка l_цил, cтр. 43] выбираем размеры шпонки и шпоночного паза [5, табл. 7.1, cтр. 25]:

- ширина шпонки 6 мм;

- высота шпонки 6 мм;

- глубина шпоночного паза на валу 3, 5 мм;

- глубина шпоночного паза ступицы 2, 8 мм;

- длина шпонки 32 мм (выбирается из стандартного ряда [5, примечание 1 под табл. 7.1, cтр. 25] меньше длины ступицы ).

Определяем рабочую длину шпонки:

26 мм. (8.1)

Проводим проверку шпонки по напряжениям смятия, МПа:

64, 9 ≤ [s_см], (8.2)

где – число шпонок в рассматриваемом месте;

T₁ = 46378 Н*мм – крутящий момент ведущего вала;

[s_см] = 190 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке.

Прочность шпонки обеспечена.

Проверка подшипников

Рис. 9.1. Расчётная схема ведущего вала

Расстояния а и b (рис. 9.1) от точки приложения силы, действующей в цилиндрической зубчатой передаче до точек приложения реакций в подшипниках, определяем по сборочному чертежу редуктора.

а = 62 мм;

b = 62 мм.

Рассмотрим условия равновесия.

Сумма моментов всех сил относительно точки B в горизонтальной плоскости:

откуда:

773 Н (9.2)

где F_t - окружная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.25).

Сумма моментов всех сил относительно точки B в вертикальной плоскости:

откуда:

281, 5 Н (9.4)

где F_r - радиальная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.26).

Полная реакция в подшипнике A:

823 Н (9.5)

Сумма моментов всех сил относительно точки A в горизонтальной плоскости:

откуда:

773 Н (9.7)

Сумма моментов всех сил относительно точки A в вертикальной плоскости:

откуда:

281, 5 Н (9.9)

Полная реакция в подшипнике B:

823 Н (9.10)

Так как , то 823 Н.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

Принимаем коэффициенты:

– динамический;

– безопасности;

– температурный.

1234, 5 Н.

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность подшипника:

где L_h - ресурс работы привода (исходные данные);

n₁ – частота вращения ведущего вала редуктора (п. 1.3).

7407 Н.

7407 < 22000 Н.

Предварительно подобранный подшипник подходит.

Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала

Расстояния a, b, c (рис. 9.2) от точек приложения силы давления на вал цепи и силы, действующей в цилиндрической зубчатой передаче до точек приложения реакций в подшипниках, определяем по сборочному чертежу редуктора.

a = 89 мм;

b = 62, 5 мм;

c = 62, 5 мм.

Рассмотрим условия равновесия.

Сумма моментов всех сил относительно точки B в горизонтальной плоскости:

откуда:

773 Н. (9.13)

где F_t - окружная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.25).

Сумма моментов всех сил относительно точки B в вертикальной плоскости:

откуда:

5227 Н. (9.14)

где F_оп - сила давления цепи на вал (формула 2.26);

F_r - радиальная сила в зубчатом зацеплении (формула 3.26).

Полная реакция в подшипнике A:

5284 Н. (9.15)

Сумма моментов всех сил относительно точки A в горизонтальной плоскости:

откуда:

773 Н. (9.16)

Сумма моментов всех сил относительно точки A в вертикальной плоскости:

откуда:

-1775 Н. (9.17)

Полная реакция в подшипнике B:

1936 Н (9.18)

Так как , то 5284 Н.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

7926 Н. (9.19)

Принимаем коэффициенты:

– динамический;

– безопасности;

– температурный.

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность подшипника:

где L_h - ресурс работы привода (исходные данные);

n₂ – частота вращения ведомого вала редуктора (п. 1.3).

26782 < 37000 Н.

Предварительно подобранный подшипник подходит.

Ведущий вал

Составим уравнения изгибающих и крутящего моментов по участкам (рис 10.1).

Рис. 10.1

Уравнения изгибающих моментов по участкам в горизонтальной плоскости.

Участок

при

при 47926 Н*мм.

Участок

при 47926 Н*мм;

при 0 Н*мм.

Уравнения изгибающих моментов по участкам в вертикальной плоскости.

Участок

при

при 17453 Н*мм.

Участок

при 17453 Н*мм;

при 0 Н*мм.

Суммарный изгибающий момент под шестернёй равен:

51005 Н*мм. (10.5)

Таким образом, наибольший изгибающий суммарный момент действует в сечении под шестернёй и равен 51005 Н*мм.

Проверку проводим по наиболее нагруженному сечению под шестернёй.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба для стали 45, термообработка улучшение:

МПа [8, табл. 3.1, cтр. 49].

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения кручения:

МПа (10.6)

Определим амплитуду и среднее значение цикла нормальных напряжений.

Осевой момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом [8, табл. 6.15, cтр. 158]:

3911 мм³, (10.7)

где d₄ - диаметр участка ведущего вала под шестерню (см. п. 4.3);

b - ширина шпоночного паза под шестерню на ведущем валу (см. п. 8.1.2);

t₁ - глубина шпоночного паза на валу (см. п. 8.1.2).

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, тогда амплитуда цикла:

При симметричном цикле изменения напряжений среднее значение цикла

Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения касательных напряжений.

Полярный момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом [8, табл. 6.15, cтр. 158]:

8489 мм³, (10.9)

где d₄ - диаметр участка ведущего вала под шестерню (см. п. 4.3);

b - ширина шпоночного паза под шестерню на ведущем валу (см. п. 8.1.2);

t₁ - глубина шпоночного паза на валу (см. п. 8.1.2).

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, тогда амплитуда и среднее значение цикла:

где Т₁ - крутящий момент ведущего вала редуктора (п. 1.5).

По таблице [8, таблица 6.16, стр. 159] определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой:

Н/мм² – при s_в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49];

Н/мм² – при s_в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49].

По таблице [8, таблица 6.17, стр. 159] определяем коэффициенты, учитывающие масштабный фактор:

0, 87 - для диаметра вала 36 мм, строка «Изгиб для углеродистой стали»;

0, 75 - для диаметра вала 36 мм, строка «Изгиб для легированной стали, кручение для всех сталей».

По таблице [8, таблица 6.18, стр. 160] для шлифованных поверхностей определяем коэффициент, учитывающий влияние качества обработки:

По таблице [8, таблица 6.19, стр. 160] находим коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла напряжений на прочность вала для среднеуглеродистой стали:

- при изгибе;

- при кручении.

Определяем для опасного сечения коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям:

11, 1 (10.11)

306 (10.12)

Общий коэффициент запаса выносливости:

27, 7 (10.13)

Условие соблюдается, = 1, 5 – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Прочность вала обеспечена.

Ведомый вал

Составим уравнения изгибающих и крутящего моментов по участкам (рис. 10.2).

Уравнения изгибающих моментов по участкам в горизонтальной плоскости.

Участок

при

при 48313 Н*мм.

Участок

при 48313 Н*мм;

при 0 Н*мм.

-59

-110996

-257121

Рис. 10.2

Уравнения изгибающих моментов по участкам в вертикальной плоскости.

Участок

при

при -257121 Н*мм.

Участок

при -257121 Н*мм;

при -110996 Н*мм.

Участок

при -110996 Н*мм;

при -59 Н*мм.

Суммарный изгибающий момент под колесом равен:

121055 Н*мм.

Наибольший изгибающий момент действует в сечении под опорой A и равен 257121 Н*мм.

Проверку проводим по наиболее нагруженному сечению под опорой А.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения кручения

Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений.

Осевой момент сопротивления сечения для гладкого вала [8, табл. 6.15, cтр. 158]:

8942 мм³,

где d₃ - диаметр участка ведомого вала под опорой А (под подшипник) (см. п. 4.4).

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, тогда амплитуда цикла:

28, 8 МПа

При симметричном цикле изменения напряжений среднее значение цикла

Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения касательных напряжений.

Полярный момент сопротивления сечения вала:

17883, 3 мм³.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, тогда амплитуда и среднее значение цикла, МПа:

7, 0.

По таблице [8, таблица 6.16, стр. 159] определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для ступенчатого перехода с галтелью:

Н/мм² – при s_в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49];

Н/мм² – при s_в = 780 МПа для стали 45 с термообработкой улучшение [8, табл. 3.1, cтр. 49].

По таблице [8, таблица 6.17, стр. 159] определяем коэффициенты, учитывающие масштабный фактор:

0, 84 - для диаметра вала 53 мм, строка «Изгиб для углеродистой стали»;

0, 72 - для диаметра вала 53 мм, строка «Изгиб для легированной стали, кручение для всех сталей».

- при изгибе;

- при кручении.

Определяем для опасного сечения коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям:

4, 5;

11, 8.

Общий коэффициент запаса выносливости:

4, 2.

Условие соблюдается, = 1, 5 – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Прочность вала обеспечена.

Рис. 11.1

Определяем ширину масляной ванны:

100 мм, (11.2)

где l_ст - длина ступицы зубчатого колеса (п. 5.6).

Находим расстояние от дна ванны до зубчатого колеса:

40 мм, (11.3)

Принимаем глубину погружения колеса в масло:

15 мм.

Определяем объём масла:

2, 3 (11.4)

Рис. 13.1. Муфта упругая втулочно-пальцевая

Полумуфты изготавливаем из серого чугуна марки СЧ 20 ГОСТ 1412-85.

В качестве материала для изготовления пальцев муфты используем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Материал упругих втулок – резина с пределом прочности на разрыв не менее 8 МПа.

13.1. Расчётный крутящий момент муфты:

69567 H× мм, (13.1)

где - коэффициент режима работы, определяемый по таблице [5, стр. 42, таблица 11.1];

Т₁ = 46378 H× мм - крутящий момент на валу электродвигателя, определенный в пункте 1.5.

13.2. Размеры полумуфты со стороны вала электродвигателя (левая полумуфта на рис. 13.1)

Размеры полумуфты принимаем из таблицы [5. стр. 43. таблица 11.2] по диаметру вала электродвигателя d₁, указанному в табл. 1.1, пункт 1.1 настоящего расчета:

38 мм - внутренний диаметр ступицы полумуфты со стороны электродвигателя, принимается равным диаметру вала электродвигателя d₁, указанному в табл. 1.1, пункт 1.1 настоящего расчета;

l_цил = 58 мм – длина полумуфты со стороны электродвигателя;

D = 140 мм – наружный диаметр фланца полумуфты со стороны электродвигателя;

D₀ = 100 мм - диаметр окружности, на которой расположены пальцы муфты;

b = 18 мм – толщина фланца полумуфты со стороны электродвигателя.

d_ст = 1, 6d = 61 мм – наружный диаметр ступицы полумуфты со стороны электродвигателя.

13.3. Размеры полумуфты со стороны вала редуктора (правая полумуфта на рис. 13.1)

d₁ = 22 мм - внутренний диаметр ступицы полумуфты со стороны редуктора, принимается равным диаметру первой ступени ведущего вала редуктора d₁, из пункта 4.3 настоящего расчета;

l_цил = 36 мм – длина полумуфты со стороны редуктора, принимается равной длине первой ступени ведущего вала редуктора l₁, из пункта 4.3 настоящего расчета;

D = 140 мм – наружный диаметр фланца полумуфты со стороны редуктора, принимается равным наружному диаметру фланца полумуфты со стороны электродвигателя, определенному в пункте 13.2;

D₀ = 100 мм - диаметр окружности, на которой расположены пальцы муфты (как в пункте 13.2);

В = 35 мм – толщина фланца полумуфты со стороны редуктора, принимаем из таблицы [5. стр. 43. таблица 11.2] для муфты, выбранной в пункте 13.2;

d_ст = 1, 6d₁ = 35 мм – наружный диаметр ступицы полумуфты со стороны редуктора.

Рис. 13.2. Палец муфты упругой втулочно-пальцевой

В таблице [5. стр. 44. таблица 11.3] по расчётному крутящему моменту Т_р принимаем основные параметры втулок и пальцев:

d_п = 10 мм – диаметр пальца;

l_п = 19 мм – длина пальца;

d₁ = М8 – диаметр резьбы пальца;

z = 6 – количество пальцев;

d_в = 19 мм – наружный диаметр втулки;

l_в = 15 мм – длина втулки;

d₀ = 20 мм – диаметр отверстия под втулку во фланце полумуфты.

13.5. Проверка пальцев муфты на прочность по напряжениям изгиба:

где - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев:

22 МПа.

22 < 90.

Прочность пальцев на изгиб обеспечена.

13.6. Проверка втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцем:

где - допускаемое напряжение смятия для резины.

1, 5 МПа.

1, 5 < 2.

Прочность втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцем, обеспечена.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Детали машин и основы конструирования / под ред. Ерохина М.Н. - Москва: КолосС, 2008. - 462 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 2004.

12 3 4 5 6 7 Следующая ⇒